毕业设计（论文）-微型货车变速器传动机构设计(含全套CAD图纸)

优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763目 录摘 要 .2Abstract .31 绪论 .41.1 变速器设计的目的和意义 .51.2 国内外研究状况 .62 变速器结构方案分析 .82.1 齿轮形式的确定 .82.2 换挡结构形式的确定 .82.3 轴的形式及布置 .92.4 轴承形式 .112.5 润滑与密封 .123 变速器主要参数的计算 .123.1 设计参数要求 .123.2 挡数的选择 .133.3 各档传动比分配 .143.3.1 最低档传动比计算 .143.3.2 最高档（超速档）传动比选定 .15优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397633.3.3 其他各挡传动比初选 .153.4 中心距 A 的确定 .163.5 外形尺寸的初选 .164 传动部件的设计与校核 .174.1 各档齿轮的设计 .174.1.1 齿轮参数的选定 .174.1.2 各挡齿轮齿数的分配 .214.1.3 变速器齿轮的变位 .254.1.4 齿轮材料的选择 .264.1.5 各轴的转矩计算 .274.1.6 齿轮强度计算 .284.2 轴的设计与校核 .344.2.1 轴的工艺要求 .344.2.2 初选轴的直径 .354.2.3 轴最小直径的确定 .364.2.4 轴的强度校核 .374.2.5 花键的计算 .404.3 轴承的选择与校核 .434.3.1 一轴轴承的选择与校核 .43优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397634.3.2 中间轴轴承的选择与校核 .455 同步器及操纵机构的选择 .465.1 同步器 .465.1.1 同步器工作原理 .475.1.2 惯性同步器 .475.2 操纵机构的选择 .505.2.1 概述 .505.2.2 典型操纵换档机构 .51总 结 .53致 谢 .54参考文献 .55优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载2摘 要汽车变速器是汽车传动系统的主要组成部分，主要作用是将发动机的矩经过改变后传递给主减速器。改变传动比扩大驱动轮转矩和转速范围，来适应不同的行驶条件。设置空档用来中断动力传递，设置倒档，使汽车能够倒退行驶。文中阐述微型货车变速器设计，是依据现有生产企业在生产车型的变速器作为设原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，自己独立设计出符合要求的中间轴式五档变速器。其中本设计的主要内容是根据已知参数进行各档位传动比的选择确定、齿轮参数的选择、二轴及中间轴的选择计算、轴承的选择等。文中对变速器的主要参数进行了验证，包括齿轮强度的校核、变速器轴度和刚度的校核、轴承寿命的验算等。计算结果表明整体性能满足要求。关键词: 变速器；中间轴；设计；传动比；齿轮优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载3AbstractAutomotive transmission is a major component of automotive driveline, the main role is to change the engine moments after a pass to the final drive. Transmission ratio changing speed range torque and the drive wheel to expand to accommodate different driving conditions. Provided to interrupt the power transmission in neutral, reverse gear set so that the car can travel in reverse. This paper describes minivan gearbox design is based on the existing production enterprises in the production of prototype models of the transmission as a set, at a given engine output torque, speed and maximum speed, maximum gradeability and other conditions, designed to meet the requirements of its own independent intermediate five-speed gearbox shaft. The main contents of the present design is performed to determine the selection of gear ratios, gear selection parameters, and select the second intermediate shaft and the axis of calculation of the bearing selection based on known parameters. The main parameters of the transmission of the text were verified, including checking, checking gear bearing life strength check, transmission shaft and stiffness and so on. The results show overall performance to meet the requirements.Key words:Transmission; Intermediate Axle; Design ;Gear ratio; Gear优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载4微型货车变速器传动机构设计1 绪论微型货车主要从事城市市区或农村间中短途距离运输的交通工具，具有机动灵活、快捷方便的优势，特别是在运输吨位不大且距离又比较近时，微型货车便发挥出巨大优势。近几年来随着我国城市规模的不断扩大，城市市区间越来越需要微型货车。变速器是汽车传动系统中重要的组成部分，它直接影响汽车的动力性和燃油经济性，是汽车的重要部件之一。本设计是依据现有生产企业在生产车型的变速器作为设计原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，自己独立设计出符合要求的中间轴式五档变速器。其中本设计的重点部分是档位传动比的选择及计算依据、齿轮参数的选择计算及校核、二轴及中间轴的强度校核等。此次微型货车的变速器设计将基本满足微型货车的使用要求，通过对变速器的分析、方案选择、设计计算和整理，能达到了预期的效果，完成此次毕业设计。毕业设计是对自己大学四年所学知识进行系统的综合运用，通过此次设计，了解了变速器设计的基本过程和在设计过程中应该注意的问题，学会了设计的过程和方法。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载51.1 变速器设计的目的和意义在发动机曲轴旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡中断动力传递，以使发动机能够启动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。变速器的作用用一句话概括，就叫做变速变扭，即增速减扭或减速增扭。为什么减速可以增扭，而增速又要减扭呢？设发动机输出的功率不变，功率可以表示为 N = wT，其中 w 是转动的角速度，T是扭距。当 N 固定的时候，w 与 T 是成反比的。所以增速必减扭，减速必增扭。机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。汽车变速器齿轮传动就根据变速变扭的原理，用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要，分成各个档位对应不同的传动比，以适应不同的运行状况。本变速器的设计根据老师提供的参数而设计的，同时参考了同类型汽车变速器结构、性能及参数等，主要要求：（1）保证汽车具有良好的动力性及经济性指标；（2）具有较高的传动效率；优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载6（3）操纵微便，工作可靠，噪音小；本变速器采用了滑块式同步器，实现了噪声小，传递效率高的特点。除一档、倒档外，其他各档均采用常啮合斜齿轮，降低了冲击，为了提高齿轮的齿面强度和抗弯强度，除三、四档外，其他各档均采用变位齿轮，提高齿轮的工作性能。在老师的指导下，通过本课题的学习，懂得了变速器的作用及设计方法，复习和巩固了以前所学的机械设计方面的理论知识，理论与实践结合，使自己的知识面得到拓宽。综合了大学所学的知识，让自己的能力得到了检验，并为以后的工作打下了结实的基础，让自己有足够的能力应付以后的工作，增加自己的能力，掌握更多的方法。1.2 国内外研究状况目前，汽车市场上装备性能更佳、功能更多的自动变速器（AT）轿车迅速增加，为解决 AT 油耗高、动力性能低的问题，汽车厂商为 AT设计可提供选择的多种使用模式，使其智能化适应不同驾驶需要。但还是不能最终解决 AT 油耗高传动效率低的问题。因为，无论采用哪种模式，都会对发动机功率或油耗作出选择取舍。尽管普通手动齿轮变速器（MT） ，存在许多不足，但因其结构简单、效率高、功率大的优点，现在仍大量使用。100 多年中，变速器经历了用变速杆改变链条的传动比手动变速优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载7器有级自动变速器无级自动变速器的发展历程。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器（MT） 、电控液力自动变速器（ECT） 、金属带（链）式无级变速器（CVT） 、电控机械式自动变速器（AMT） 、双离合器变速器（DCT）及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器（IVT）等数种，并具有各自优势，但其中金属带式无级变速器前景看好。手动变速器又有两轴式变速器、三轴式变速器、组合式变速器和双中间轴式变速器。从现代汽车变速器的市场状况和发展来看，全世界的各个大厂商都对提高 AT 的性能及研制无级变速器（CVT ）表现积极，汽车业界非常重视 CVT 在汽车上的实用化进程。然而，因无级变速器技术难度很大，发展相对较慢，从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器（MT） 、电控液力自动变速器（ECT ） 、金属带（链）式无级变速器（ CVT） 、电控机械式自动变速器（AMT） 、双离合器变速器（DCT）及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器（IVT ）等数种，并具有各自优势，但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT 变扭器中的自动变速器油（ ATF）在高速运动中，由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作叶轮表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液温度升高造成功率损失，存在传动效率低油耗较大的不足，另外还存在结构复杂、成本高及维修优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载8难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克（GETRAG）变速箱公司开发的电控机械自动变速器（AMT）则克服了 AT 效率低等缺点，与 AT 相比，具有更大的发展优势，可是 AMT 依旧需要复杂的电控系统来控制。据该公司预测，今后短时期内，市场大部分将被 AMT 占领。2 变速器结构方案分析变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力。变速器设有空档，可在发动机起动、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮工作。2.1 齿轮形式的确定变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种 。直齿圆柱齿3轮仅用于一档和倒档。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计倒挡选用直齿轮，其他挡选用斜齿轮。2.2 换挡结构形式的确定变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载9常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换挡，其换档行程要比滑动齿轮换挡行程小。通过比较本设计所有挡选用同步器换档。2.3 轴的形式及布置该变速器采用三轴式布置，既一轴、二轴为同心轴，二轴前端支承在一轴后端内腔中，中间轴与二轴在同一纵向平面内，相互平行，倒档轴在、轴侧面，具体结构（如图 2.1、2.2）所示：优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载10图 2.1 变速器轴布置及传动示意图图 2.2 为常见的倒档布置方案。图 2.2b 方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图 2.2c 方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图 2.2d 方案对 2.2c 的缺点做了修改。图 2.2e 所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2.1f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，档换更为微便。为了缩短变速器轴向长度，倒档传动采用图 2.2g 所示方案。缺点是一、倒档各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计结合实际车型，在给定的任务书中已经确定是中间轴式变速器，全部齿轮为常啮合齿轮，所以综合考虑，本身设计选择图 2.2（b）形式进行设计。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载11图 2.2 倒档布置方案2.4 轴承形式变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承等。第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承 。4变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。本设计中间轴选用圆锥滚子轴承，二轴左端采用滚针轴承，二轴右侧用圆锥滚子轴承，一轴用球轴承。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载122.5 润滑与密封润滑分为压力式和飞溅式。在一轴常啮合小齿轮上钻四个径向油孔，这样，润滑被常啮合大齿轮从底壳中把油带上来，然后被挤进这些油孔，润滑了第二轴前端的滚针轴承。二轴上各档齿轮均钻有四个径向油孔，润滑油通过各自的主动轮从底壳中把油带上来，挤进油孔，然后润滑各自的支承滚针轴承、及与轴的配合部分。倒档齿轮由滚针轴承支承在倒档轴上，为进行润滑，在倒档齿轮上开一个油槽，以便润滑油进入滚针轴承和轴的配合部分。为保证密封，此变速器在一轴轴承盖内开设回油槽、二轴与变速器后壳体配合处采用非标准密封，盖与壳体的密封用涂胶的纸垫，为防止油温过高，气压过大造成渗油现象，在顶盖上装有通气塞。变速器采用 5 个档，齿轮和轴的材料均采用相同材料：20CrMnTi,通过渗碳淬火，提高齿轮及轴的抗疲劳强度及刚度。3 变速器主要参数的计算3.1 设计参数要求本次设计主要技术参数如下：额定载荷：500kg优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载13最大总质量：1620kg比功率：28kw/t 比转矩：44N.m/t最高时速：100km/h变速器前进挡数：5，最高挡为超速挡3.2 挡数的选择增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。档数选择的要求：（1）相邻档位之间的传动比比值在 1.8 以下；（2）高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。目前，轿车一般用 45 个档位变速器，货车变速器采用 45 个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车 。5传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在 34 之间，微型货车在 56优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载14之间，其它货车则更大。根据设计要求，本次变速器为 5 档变速器。3.3 各档传动比分配3.3.1 最低档传动比计算（1）一档传动比应该满足最大驱动力能够克服汽车轮胎与路面的滚动阻力及最大爬坡阻力（3.1）max0maxgriTtge（3.2）tergiTi0max1式中：最大转矩， mNtmNTe 28.716./.4ax车轮半径,选定车轮为 7.50-R16 则车轮半径为 320.47mm；主减速器传动比，此处选定 43.50imax道路最大阻力系数，取 max=0.3；传动系传动效率 894.0%965tmg汽车总重力，mg=1620 9.8=15876N；代入公式（3.2）得到：=4.42894.035128.772.960gi（2）根据车轮与路面的附着条件则：优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载15（3.3） 201maxGriTtge（3.4）Tergii0max21在 0,50.6 之间取 0.55， （500+ ）9.8=10388N2G25016代入式（3.3）得到： =5.29894.35.7701gi结合上述（1） （2）一档传动比的范围为： 29.5.1gi由于本车为微型货车且有超速档，一档初选传动比取 4.5。3.3.2 最高档（超速档）传动比选定微型货车超速档的的传动比一般为 0.70.8，本设计取五档传动比ig =0.72。3.3.3 其他各挡传动比初选（1）本微型货车有超速档，前述已选定超速档传动比 ig =0.72；（2）为了提高传动效率通常还设置直接档，即四档为直接档传动比为 ig =1。（3） 各档传动比为等比分配中间档的传动比理论上按公比为 （其中 n 为档位数）的几1ngiq何级数排列。因为 ，所以 =q=1.65, = q=2.723。65.1431ngiqgigi实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载16些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。在变速器结构方案、档位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。综上述，各档传动比如下： 72.0,1,65.,723.,5.4541 gggg iiii3.4 中心距 A 的确定由于变速器为中间轴式变速器，初选中心距可根据以下的经验公式（3.5）计算7 。（3.5）31maxgeAiTK式中：变速器中心距（mm ） ；中心距系数， =8.6-9.6；AKAK发动机最大转距=71.28（N.m） ；maxeT变速器一档传动比为 4.5；1i变速器传动效率，取 96%。g将各参数代入式（3.4）得到：（8.69.6） =（8.69.6） 6.753=58.164.83mmA396.05428.71微型货车的变速器中心距 58.164.8mm 范围内变化，初取A=64mm。3.5 外形尺寸的初选优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载17变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器的壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。变速器壳体的轴向尺寸可参考表 3.2 数据选用：表 3.2 变速器壳体的轴向尺寸四档 （2.22.7） A五档 （2.73.0）六档 （3.23.5）为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸初选为 3A=192mm。4 传动部件的设计与校核4.1 各档齿轮的设计4.1.1 齿轮参数的选定（1）齿轮模数的选取齿轮模数选取的一般原则：1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；4）从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载18对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些。对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。 变速器齿轮模数范围大致表 4.1：表 4.1 变速器齿轮的法向模数微型、普通级轿车 中级轿车 中型货车 重型货车2.252.75 2.753.00 3.54.5 4.56.0选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表 4.2 为国标GB/T13571987，可参考表 4.2 进行变速器模数的选择。表 4.2 变速器常用的齿轮模数第一系列 1 1.25 1.5 2.00 2.50 3.0 第二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25）3.5表中数据摘自（GB/T13571987）综合考虑文中设计由于是微型货车，变速器倒档模数取 3.0mm；其他各档为 2.5mm。（2）齿轮压力角 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载19对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 22.5或 25等大些的压力角。国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有 20、25、30等，普遍采用 30压力角。本变速器是采取了重要微型汽车变速器的新技术主要内容是，在保证齿轮的强度要求之下，尽量将模数减小。这样就明显提高了齿轮的重合度，从而减小了冲击载荷和噪声。（3）齿轮宽度 b 的确定齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数 m（ ）的大小来选定齿宽 b,n ncmkb式中： 齿宽系数，斜齿为 6.08.5。ck（4）斜齿轮螺旋角 的选取齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低 。8优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载20试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档位齿轮的接触强度来着眼，应当选用较大的螺旋角值。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。如图 4.1 所示：图 4.1 中间轴轴向力的平衡欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：（3.6）11tanaF（3.7） 22tA为使两轴向力平衡，必须满足：（3.8）21tanr式中：优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载21作用在中间轴承齿轮 1、2 上的轴向力；21aF作用在中间轴上齿轮 1、2 上的圆周力；n齿轮 1、2 的节圆半径；21rT中间轴传递的转矩。货车变速器的螺旋角为：1826，一档齿轮的螺旋角取下限4.1.2 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。变速器的传动及各部件如图 4.2所示：图 4.2 微型货车变速器传动示意图1-一轴常啮合齿轮 2-中间轴常啮合齿轮 3-第二轴四挡齿轮 4-中间轴四挡齿轮 5-第二轴三挡齿轮 6-中间轴三挡齿轮 7-第二轴二挡齿轮 8-中间轴二挡齿轮 9-第二轴一挡齿轮 10-中间轴一挡齿轮 11-第二轴倒挡齿轮 12-中间轴倒挡齿轮 13-惰轮优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载22（1）一档齿轮齿数一档传动比为： 5.41092zig如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和 ，hz一档齿数和，直齿hz mAh2斜齿 nz中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。货车 可10z在 1217 之间选取，本设计取 =14，初选 ， ，10z2015.nm代入公式（3.6）得到： 1.485.260coshz取整得 48，则 。34189（2）常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定（3.11）1092zig而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即：（3.12）21cos)(zmAn已知各参数如下：优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载2364,1,34,6.20,5. 0919 Azmn代入式（3.12）得到： 8.1取整：，32,17z，57.41610291zig 86.12（3）二档齿数的确定已知： ，723.,64,5.2gniAm32,1z由式子：（3.13）1827zig（3.14）287zig（3.15）87cos)(mAn此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式：（3.16）)1(tan8721zz联解上述（3.13） ， （3.14） ， （3.15）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得结果如下：，20,9,86.1877 z73.209138712zig优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载24（4）三档齿数的确定已知： ，65.1,4,5.23gniAm32,71z由式子（3.17）21365zig（3.18）8765cos)(mAn（ 3.19）)1(tan6521zz联解上式（3.17） ， （3.18） ， （3.19）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解得： 25,37.26565 z.1613zig（5）五档（超速档）齿数的确定已知： ，72.0,64,5.2gniAm32,1z由式子（3.20）2143zig（3.21 ）43cos)(mAn（3.22）)1(tan4321zz优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载25联解上述（3.20） ， （3.21） ， （3.22）三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得： 34,1,37.243 z72.0414zig（6）倒档齿数的确定 前述已选定： ；初选 （22-23）之间， 小于 取为0.3m213z12z1013， 62.3Ri中间轴与倒档轴之间的距离的确定： mzmAn 5.2)13(2)(2113 为保证倒挡齿轮在啮合不发生干涉，齿轮 11 和齿轮顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙。则齿轮 11 的齿顶圆直径 De11 为：ADee215.021De11=82mm则 Z11=25.3，取整为 Z11=25二轴与倒档轴之间的距离确定： mzmAn 5.70)2(31)(213 6.371321zziR4.1.3 变速器齿轮的变位优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载26变位系数的选择原则：（1）对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数；（2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数；（3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。本设计采用角度变位来调整中心距。一档齿轮的变位已知条件：，64a25.612.)317(由计算公式 ， 代入得到：ntmay Htzy0458.21.64 Htzntya查机械设计手册齿轮变位系数表得到： 31.029zx优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载27其余齿轮的变位，计算过程同上，计算结果见表 4.3表 4.3 变速器各齿轮的变位系数常啮合齿轮 二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮倒档齿轮1Z278Z563Z41Z213Z变位系数0.1 0.13 0.023 0.009 0.021 0.011 -0.103 -0.083 0.046 0.309 -0.224.1.4 齿轮材料的选择（1）满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对如对硬度350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 3050HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料 。（3）考虑加工、工艺及热处理工艺常啮合齿轮因其传递的转矩较大，并且一直参与传动，所以磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用 20GrMnTi 材料渗碳后淬火，硬度为 5862HRC 。大齿轮用 40Gr 调质后表面淬火，硬度为124855HRC 。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大，所以抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用 20GrMNTi 渗碳后淬火，硬度为优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载285662HRC ，大齿轮 40Gr 调质后表面淬火，硬度为 4655HRC ；其余各档小齿轮均采用 40Gr 调质后表面淬火，硬度为 4855HRC，大齿轮用 45 钢调质后表面淬火，硬度为 4050HRC。4.1.5 各轴的转矩计算一轴转距 mTe N1.67.9082.71max1轴 承离 合 中间轴转矩 i .832.6121齿 轮轴 承中二轴各档转距：一档齿轮： Nm；42.812T二档齿轮： Nm；.7三档齿轮： Nm；51.0432五档齿轮： Nm；.4T倒档轴：mNiT 08.19328.0967.1832齿 轮轴 承中倒 二轴倒档齿轮：iT 86.21459.068.192齿 轮轴 承倒倒 挡 二 轴4.1.6 齿轮强度计算（1）斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算（4.1）btyKFIw式中：优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载29圆周力（ N） ， ；IFdTFg21计算载荷（Nmm） ；gT节圆直径（mm ） ；coszmn法向模数（ mm）; 为斜齿轮螺旋角 ；nm)(应力集中系数， ；K50.1K齿面宽（mm） ；b法向齿距， ；t nmt齿形系数，可按当量齿数 在齿形系数图（图 5.1）y 3coszn中查得；重合度影响系数，K0.2K将上述有关参数代入（4.1） ，整理得到：（4.2）KyzmTcngw3os2图 5.1 齿型系数图优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载30当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，倒档直gT maxeT齿轮许用弯曲应力在 400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。斜齿轮对货车为100200MPa 。131）一档齿轮弯曲强度校核已知参数： ，7,5.2cnKm815.0,4,3109zNm, Nm1.6T6.8中T查齿形系数图 4.1 得： ；.0951y代入公式（4.2）得：MPa39.145.0275.14.36231 wMPa7.86.832w对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于 250Mpa， ， 均小于 250Mpa，所以满足设计要求。1w22）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核方法与一档齿轮相同其计算结果见表 5.1：表 5.1 各档齿轮的弯曲强度校核常啮合齿轮 二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮1Z27Z85Z63Z4优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载31弯曲应力 MPa 218.58 198.71 232.1 233.48 221.90 222.00 228.19 230.00各齿轮的弯曲应力均小于 250MPa，所以满足设计要求。（2）倒档齿轮轮齿弯曲强度计算（4.3） yzKmTcfgw3式中：弯曲应力；w应力集中系数，为 1.5；K计算载荷（ Nmm） ；gT节圆直径（mm） ；d摩擦力影响系数，主动齿轮为 1.1，从动齿轮为 0.9；fK齿宽（mm） ；b端面齿数（mm） ， ， 为模数；t mt齿形系数；y查齿形系数图 4.1 得： ；18.02y代入公式（4.3）得： MPaw 48.651.082314.6.当计算载荷 取作用在变速器第一轴上的最大转距时，倒档直齿轮gT的许用弯曲应力在 400-850 之间， 在许用范围内，所以满足设计要求。1w优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载32（3）斜齿齿轮轮齿接触应力（4.4）)1(418.0bzjFE式中：轮齿接触应力（MPa） ；jF 齿面上的法向力（N） ， ；)cos(1FF1 圆周力（ N） ， ；dTg21计算载荷（ Nmm） ；gT节圆直径（mm） ；d节点处压力角；齿轮螺旋角；E 齿轮材料的弹性模量 （MPa） ；510.2齿轮接触的实际宽度（mm ） ；b主从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ，直齿轮bz,，斜齿轮 ；sin,sibzrr 22cos)in(,cos)in(bz rr主从动齿轮节圆半径（mm ） 。zb将作用在变速器第一轴上的载荷 作为作用载荷时，变速器齿2maxeT轮的许用接触应力 见下表 5.2 ：j14表 5.2 变速器的许用接触应力MPaj齿轮渗碳齿轮 液体渗氮共渗齿轮优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载33一档和倒档 19002000 9501000常啮合齿轮和高档 13001400 650700一档齿轮接触应力校核已知条件： ，7,3,17cnKm16,3809zNmm,.25.4028.9gTNmm1.731.7310cos2cszmdFnggN,86.09127345.5.1810 N4.31cos.279Fmm09.265.csnmKb 358.24cos217in345.cos2incsincosi 9.0si.sisii 3172329 zmdrbz 68.05.49.10bz将已知数据代入公式（4.4）得： MPabFEbzj 74.123685.09.2614831.0)1(48.0 59 bzj .)(. 510， 均小于 1900 MPa，所以满足设计要求。9j10j2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载34常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核的方法同上，校核计算结果见表 5.3：表 5.3 各齿轮的接触应力各齿轮的接触应力均小于 13001400 MPa，所以满足设计要求。（4）直齿倒档齿轮接触应力校核已知条件： ； Nm13,7,1,0.32zKmc76.8中T将已知数据代入公式（4.4）得到：N207.18657cos13.2coscos2121 zTzFg中N.39s2.ss1313 mzzg中N4.2157cos536.108.4cos2cos 311 zTzFgg0.37Kbc常啮合齿轮 二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮1Z27Z85Z63Z4接触应力（MPa）894.05 894.05 1073.67 1072.13 983.55 999.785 915.157 922.77优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载35126.053.07